汽车质量在前后轴轴荷分配Word下载.docx
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如果轴距过长，就会使得车身长度增加，从而后部倒车盲区也会偏大，如果不增加倒车雷达，倒车对新手而言是个严峻的考验。
汽车的装载方式和制动过程中作用在质心位置的惯性力都会改变汽车的轴间载荷，从而改变了各轴与地面间的附着力，影响汽车的制动效能。
因此轴间载荷影响汽车的制动力的分配。
汽车静止时前后轴荷是平衡的，法向反作用力是均衡分布的但在制动过程中，由于汽车惯性力的作用．轴间的载荷会重新分配。
在制动过程中．汽车受惯性影响向前冲，前轮负荷变大。
扭矩分配方式与汽车的质量分配相对应，有利于利用车辆加速时后轴载荷大于前轴的情况下，提升车辆轮胎的抓地力，增加车辆的稳定性。
例：
汽车的驱动性能、制动性能、方向稳定性等性能，不但与上述各系统的结构和参数有关，还取决于汽车底盘的整体设计，例如轴距（前后轮的间距）影响汽车重量在各轴上的分配，轮距（左右轮的间距）影响汽车的稳定性。
现代汽车的设计已大体定型：
轿车是前轮转向，发动机可以前置（前轮或后轮驱动）或后置（后轮驱动）；
货车和小型客车则一般均为发动机前置，后轮驱动，前轮转向；
中大型客车大都为发动机后置或底置，后轮驱动；
越野汽车的前轮为转向驱动轮。
当汽车总重量增加和轴荷超过公路规定的限度时，就必须增加轴数，或采取汽车列车型式。
静态检验对行车制动的检测不能反映出行驶车辆制动时的轴荷分配问题。
一般行驶车辆在进行制动（特别是紧急制动）时，其重心都会发生前移，所以制动力也会发生重新分配，静态检测就不能反映这一事实，则其前轴制动力测量值偏低，整车制动力也偏低。
相比而言，动态检验就能反映出重心前移问题，检测结果表明前轴制动力都比静态检测要大很多，制动力确实发生了重新分配。
如苏B35028汽车的整备质量G＝80040N（空载），静态载荷（轴重力）为：
前轴GF＝24160N，后轴GR＝55880N，紧急制动时前轴制动力FBF＝29010N，后轴制动力FBR＝28540N，总制动力FB=57550N，该车在平板检验台上（附着因数Φ=0.8）测试时：
前轴制动力／前轴静态载荷为FBF/GF＝29010/24160＝120%；
后轴制动力／后轴静态载荷为FBR/GR＝28540/55880＝51％；
总制动力／整备质量为FB/G=57550/80040＝71.9%。
可见该车制动时能够充分利用前后轴动态载荷，制动性能较好，趋于实际制动情况。
一般来说，FF车（发动机前置前轮驱动）空车负荷前、后轴轴荷分配为61∶39，满载负荷前、后轴轴荷分配为51∶49。
空载车重量是指整车整备重量（正确提法应称为“整车整备质量），设计时考虑车辆的重量，是在整车整备重量加上座位负载的总和。
对于4-5人座位的轿车，是假设前排2人，1人在第2排座位上，每一位乘员的重量为68公斤，加上每人在行李箱中放7公斤行李而设定的。
各类汽车的轴荷分配如下：
各类汽车的轴荷分配
车型
满载
空载
前轴
后轴
乘
用
车
发动机前置前轮驱动
发动机前置后轮驱动
发动机后置后轮驱动
47%~60%
45%~50%
40%~46%
40%~53%
50%~55%
54%~60%
56%~66%
51%~56%
38%~50%
34%~44%
44%~49%
50%~62%
商
货
4
2后轮单胎
2后轮双胎，长短头式
2后轮双胎，平头式
6
4后轮双胎
32%~40%
25%~27%
30%~35%
19%~25%
60%~68%
73%~75%
65%~70%
75%~81%
50%~59%
48%~54%
31%~37%
41%~50%
46%~52%
63%~69%
整车设计时前后轴荷分配的例子
一、课程设计任务书
1、
题目：
商用车总体设计及各总成选型设计
2、
要求：
为给定基本设计参数的汽车进行总体设计，计算并匹配合适功率的发动机，轴荷分配和轴数，选择并匹配各总成部件的结构型式，计算确定各总成部件的主要参数，详细计算指定总成的设计参数，绘出指定总成的装配图和部分零件图。
其具体参数如下：
额定装载质量
3000kg
最大总质量
6750kg
最大车速
75km/h
比功率
10kw/t
比转矩
33N·
m/t
3、
设计计算要求：
（1）
根据已知数据，确定轴数，驱动形式，布置形式，注意国家道路交通法规规定和汽车设计规范。
（2）
确定汽车主要参数。
1）
主要尺寸，可从参考资料中获取。
2）
进行汽车轴荷分配。
3）
百公里油耗。
4）
最小转弯直径。
5）
通过性几何参数。
6）
制动性参数。
（3）
选定发动机功率、转速、扭矩，可参考已有车型。
（4）
离合器的结构形式选择，主要参数计算。
（5）
确定传动系最小传动比，即主减速器传动比。
（6）
确定传动系最大传动比，从而计算出变速器最大传动比。
（7）
机械式变速器型式选择，主要参数计算，设置合理的档位数，计算出各档的速比。
（8）
驱动桥结构型式，根据主减速器的速比，确定采用单级或双级主减速器。
（9）
悬架导向机构结构形式。
（10）
转向器结构形式选择，主要参数计算。
（11）
前后轴制动器型式选择，制动管路系统型式，主要参数计算。
4、
完成内容
总成装配图1张（1号图）
零件图1张（3号图）
设计计算说明书1份
二、汽车形式选择
根据已知数据，确定轴数、驱动形式，布置形式。
由最大总质量ma=6750kg=6.75t
由《汽车设计》表1-2确定货车为中型货车。
确定轴数。
由单轴最大允许轴载质量为10t，双轴汽车结构简单，制造成本低，故采用双轴方案。
驱动形式采用4×
2形式，后轮驱动。
布置形式
驾驶室采用平头型式，发动机前置，直列四缸柴油发动机
汽车主要参数
外廓尺寸
总长：
6550mm
总宽：
2276mm
总高：
2391mm
轴荷分配
满载时
前轴6750kg×
30%=2025kg
后轴6750kg×
70%=4725kg
空载时
前轴3750kg×
50%=1875kg
后轴3750kg×
百公里燃油消耗量
由总质量ma=6~12t的柴油机单位质量百公里油耗量1.65~1.85L
则车百公里消耗量1.55×
6.75L~1.86×
6.75L
即：
10.46L~12.56L
取：
11.5L
最小转弯直径Dmin=14m
通过性几何参数
最小离地间隙270mm
接近角34°
离去角17°
一般数据
轴距
3308mm
轮距
前轮1584mm
后轮1485mm
最高车速75km/h
最低稳定车速20km/h
经济车速40km/h
最大爬坡度16°
14′（13%）
最大制动距离≤8m
燃料消耗量11~12L/100km
储备行程700km
发动机型号NJD433A型
制造厂南京汽车制造厂
外形尺寸长780mm
宽651mm
高671mm
选定发动机功率、转速、扭矩
发动机最大功率Pemax和相应转速np
单级主减速器4×
2型汽车ηT=90%
滚动阻力系数fr=0.02
空气阻力系数CD=0.9
Pemax=（6750×
9.8×
0.02×
75/3600+0.9×
4×
753/76140）/90%
=52.8kw
最大功率转速np=3000转/分
最大转矩Temax
最大扭矩转速nT=2000转/分
离合器结构型式选择
选取拉式膜片弹簧离合器，其主要性能参数有后备性系β，单位压力p0，尺寸参数D、d和摩擦片厚度b以及结构参数摩擦面数Z和离合器间隙Δt及摩擦因数f
后备系数β=1.50×
2.25
取β=1.6
单位压力p0=0.3Mpa
摩擦片外径D，内径d和厚度b
摩擦片外径
其中KD为直径参数，最大总质量1.8~14.0t/m商用车
KD为16.0~18.5取KD=17.0
∴
=241.4mm，取为240mm。
摩擦片内径由d/D=0.53~0.70
取d/D=0.6
∴d=0.6D=0.6×
240=144mm
摩擦片厚度取b=3.5mm
摩擦因数f，摩擦面数Z和离合间隙Δt
取Z=2×
2=4
Δt=3~4mm
5、
主减速器的传动比取5.86，系统最小传动比为0.786
6、
传动系最大传动比，总质量在5.0t~8.0t时，ίtmax=5.835
变速器最大传动比ί=5.835/0.786=7.82
7、
变速器型式选择
型式与排档数，机械式，四个前进档，一个倒档
各档变速比：
一档
6.40
二档
3.09
三档
1.69
四档
1.00
倒档
7.82
8、
驱动桥结构形式，根据主减速器速比，确定采用螺旋锥齿轮单级主减速器。
由于非断开式驱动桥结构简单，成本低，故采用之，总成结构设计详见三。
9、
悬架导向机构结构型式
前悬架：
采用纵向对称长截面钢板弹簧，双向作用筒式减振器。
后悬架：
采用纵向对称渐变刚性钢板弹簧，双向作用筒式减振器。
10、转向器结构型式
采用循环球式动力转向器
11、制动系
前后采用独立双回路液压制动系统，制动阀为双腔串联活塞式。
行车制动器：
前后均为鼓式，制动鼓内径Φ320mm
驻车制动器：
中央鼓式制动鼓由机械式软轴操作
空气压缩机：
单缸风冷式
贮气筒：
整体双腔式
12、其它结构
车架采用冲压铆接梯形结构
前轮单胎
后轮双胎7.50~16
14层级轮胎，可选用8.25~16轮胎，5.50F~16选6.00G~16轮辋
备用轮胎升降器为悬链式。
三、驱动桥设计计算
（一）
主减速器齿轮计算载荷的确定
按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩。
取Kd=1，K=1，ί1=6.4，n=1，if=1，ί0=5.86，η=90%
得Tce=6804.7N·
m
按驱动轮打滑转矩确定Tcs
其中，G2=3000kg，m2′=1.2，rr=400mm，ίm=5.86，φ=0.85，ηm=85%
∴Tcs=245.7N·
Tc=min[Tce
Tcs]=245.7N·
按汽车日常行使平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf
当计算锥齿轮疲劳寿命时，Tc取Tcf
主动锥齿轮的计算转矩为
其中ηG=90%
∴Tz=48.3N·
（二）
锥齿轮主要参数选择
主从动锥齿轮数z1，z2
主动锥齿轮齿数z1=7从动锥齿轮z2=39
∴传动比ί=39/7=5.57
从动锥齿轮大端分度圆直径D2和端面模数ms
KD2为直径系数，一般为13.0~15.3，取KD2=15
∴D2=95mm
=2.4
=2.5
其中Km=0.4，
∴ms=2.4
主从动锥齿轮齿面宽b1和b2
节距
=47.5mm
齿面宽b≤30%A=14mm。
中点螺旋角β=35˚
螺旋方向
主动锥齿轮左旋，大齿轮右旋
法向压力角α=20˚
（三）
主减速器锥齿轮强度计算
单位齿长圆周力
按发动机最大转矩计算时，
满足设计要求。
齿轮弯曲强度
≤700Mpa
齿轮接触强度
≤2800Mpa
∴强度符合要求
锥齿轮材料用ZQSn10
（四）
差速器主参数选择
行星齿轮n=2
行星齿轮球面半径Rb
=2.5～3.0，
节锥距
=（0.98～0.99）
行星齿轮和半轴齿轮节锥角
、
及模数
锥齿轮大端端面模数
为
压力角α=22˚30΄
行星齿轮轴直径d和支承长度L
L=1.1d
（五）
差速器齿轮强度计算
≤980Mpa
∴强度符合要求
制动时前、后轮的地面法向反作用力
如下图所示为，忽略汽车的滚动阻力偶和旋转质量减速时的惯性阻力偶矩，汽车在水平路面上制动时的受力情况。
因为制动时车速较低，空气阻力
可忽略不计，则分别对汽车前后轮接地点取矩，整理得前、后轮的地面法向反作用力为
（4-25）
（4-26）
式中：
和
分别为前后轮因制动形成的动载荷。
如果假设汽车前后轮同时抱死，则汽车制动减速度
或
（4-27）
为附着系数。
将式（4-27）代入式（4-25），有
（4-28）
由式（4-28）可知，制动时汽车前轮的地面法向反作用力
随制动强度和质心高度增加而增大；
后轮的地面法向反作用力
随制动强度和质心高度增加而减小。
随大轴距汽车前后轴的载荷变化量小于短轴距汽车载荷变化量。
例如，某载货汽车满载在干燥混凝土水平路面上以规定踏板力实施制动时，
为静载荷的90％，
为静载荷的38％，即前轴载荷增加90％，后轴载荷降低38％。
在制动过程中．汽车受惯性影响向前冲，前轮负荷变大幅度增大；
WZ3900矿用汽车各种装载质量时前后轮胎的负荷计算
（l）已知：
空车重39000kg
前轴负荷18600kg
后轴负荷20400kg
满载总重89000kg
前轴负荷29400kg
后轴负荷59600kg
轴距4400mm
（2）假定：
装载质量变化时，装载物的质量中心在水平面上的投影位置不变（仅质量中心的高度变化）
（3）由1得：
由50吨装载质量产生的前轴负荷为
29400—18600=10800kg
由50吨装载质量产生的后轴负荷为
59600—20400=39200kg
设装载物的质量中心距前轴的距离为a，则根据力矩平衡原理有：
50000a=39200×
4400
∴a=39200×
4400／50000=3449.6mm
装载物质量中心距后轴的距离b=4400－3449.6=950.4mm
（4）若装载质量为30吨，则装载质量分配到前、后轴的轴荷分别为：
前轴
30000×
950.4／4400=6480kg
后轴
30000—6480=23520kg
前轴总轴荷=18600＋6480=25080kg
后轴总轴荷=20400＋23520=43920kg
前轮负荷=25080／2=12540kg
后轮负荷=43920／4=10980kg
（5）其他装载质量时前后轮负荷计算方法同此，从略。
例:
计算实例
称得一辆汽车前轴质量为1030kg，后轴质量为1260kg。
测出其前轴制动力分别为，左轮3500N，右轮3100Nz后轴制动力分别为3900N和330ON。
驻车制动力为5100N，制动协调时间为0.45s。
判断该车制动性能是否合格。
前轴制动力占前轴重力的百分比：
（3500+3100）/（1030×
9.8）≈65%
制动力总和占整车重力的百分比：
（3500+3100+3900+3300）/〔（1030+1260）×
9.8〕≈61%
前轴左右轮制动力差与前轴左右轮中制动力大者之比：
（3500一3100）/3500≈11%
后轴左右轮制动力差与后袖左右轮中制动力大者之比：
（3900-3300）/39002≈15%
驻车制动力与该车在测试状态下整车重力的百分比：
5100/〔（1030+1260k×
9.8〕≈23%
该车后轴制动力与后轴重力之比为58%，由于在GB7258-1997中只考核前轴制动力与前轴重力的百分比和制动力总和与整车重力的百分比，并未要求考核后轴，因此从上面计算结果来看，该车制动性能是合格的。
现代轿车车速高，制动时轴荷（即轴的重力）转移大，在设计制造时，前轮制动力的设计能力较大。
前轴左右轮制动力之和常大于前袖静态轴荷的100%，而后轴左右轮制动力之和常小于后轴静态轴荷的40%。
由于前轮制动能力大，所以整车制动力仍大于整车重力的60%。
新国标适应了汽车发展变化的新形势。
三
G—汽车重力
—道路坡度角
—作用在前、后轮上的滚动阻力偶矩
—作用在前后轮上的惯性阻力偶矩
—作用在横置发动机飞轮上的惯性阻力偶矩
—空气阻力，在风洞中实测获得的
—汽车质心高
—风压中心高
—作用在前后轮上的地面法向反作用力
—作用在前后轮上的地面切向反作用力
—汽车轴距
—汽车质心至前后轴之距离
—摩擦系数
—车轮半径
若将作用在汽车上的诸力对前、后轮与道路接触面中心取力矩，则得：
故得：
—
每一个车轴上的载荷包括静载荷，以及其他作用在车辆上从前轴到后轴（或者从后轴到前轴）转移的动载荷。
1、平地面上的静态载荷
当车辆静止在水平地面上时候，载荷公式比较简单。
倾角的正弦值等于0，而余弦值等于1，作用在前、后轮上的滚动阻力偶矩均为0；
风阻为0，所以：
2、低速时候加速
风阻等于0，
特殊情况，在水平地面低速情况下加速时，风阻等于0，
=
可见，当车辆加速时，载荷从前轴向后轴转移，与加速度（以重力加速度为单位）和重心高度与轴距的比值成正比。
3、坡度上的载荷
坡度对前后轴载荷的影响也是必须考虑的。
坡度是“上升高度”与“行驶距离”
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